Проектирование и расчет привода цепного транспортера

Министерство образования Российской Федерации

МОСКОВСКИЙ

Ордена Ленина, Ордена Октябрьской  Революции

и Ордена Трудового Красного Знамени

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ  ТЕХНИЧЕСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ

им.  Н. Э. Баумана

 

Факультет «Энергомашиностроение»

 

Кафедра «Детали машин»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПРИВОД ЦЕПНОГО ТРАНСПОРТЕРА

 

Пояснительная записка

 

ДМ 349-09.00.00 ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Студент ___________________ (Васильева Я.С.) Группа Э9-62

 

Руководитель проекта ____________________ (Зябликов В.М.)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Москва, 2012 г.

Техническое задание

 

 

 

Оглавление

 

Техническое задание2

1. Кинематический расчет привода4

  1.1. Подбор электродвигателя4

  1.2. Определение частоты вращения и вращающего момента червячного колеса5

  1.3. Расчет параметров передачи на ЭВМ6

2. Проектирование редуктора7

  2.1. Эскизное проектирование7

  2.2. Проектирование червяка и червячного колеса10

  2.3. Расчет подшипников11

  2.4. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости19

  2.5. Расчет шпоночных соединений30

3. Проектирование приводного вала32

  3.1. Расчет подшипников32

  3.2. Расчет вала на статическую прочность34

  3.3. Расчет шпоночных соединений39

4. Выбор смазочных материалов41

  4.1. Смазывание передач41

  4.2. Смазывание подшипников41

Заключение42

Список литературы43

Приложения44

 

 

1.  Кинематический расчет привода [1]

 

1.1. Подбор электродвигателя

 

Нахождение мощности на приводном валу

 

Мощность  на приводном валу Р_{пр.вала} вычисляется по формуле

 

 

где F_t (кН) – окружная сила, F_t = 2,7 кН; V (м/с) – скорость тяговой цепи, V = 0,45 м/с

 

Р_{пр.вала} =

 

Определение частоты вращения на приводном валу

 

Частота вращения на приводном валу вычисляется по формуле

 

 

где – делительный диаметр тяговой звездочки

 

 

где – шаг цепи транспортера, – число зубьев звездочки,

 

 

Определение общего КПД  привода

 

Общий КПД привода  вычисляется по формуле

 

 

где – КПД муфты; – КПД цепной передачи;

      – КПД пары подшипников; – КПД червячной передачи

 

Ориентировочные значения КПД отдельных звеньев  кинематической цепи с учетом потерь в подшипниках принимаем по табл. 1.1 [1, стр. 7]

 

 

 

Определение требуемой  мощности

 

Требуемая мощность вычисляется по формуле

 

 

При переменной нагрузке допускается  перегрузка двигателя до 12%

 

Определение требуемой  частоты вращения вала электродвигателя

 

Требуемая частота  вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле

 

 

Исходя из требуемой мощности и значения требуемой частоты вращения, используя

табл. 24.9 [1, стр. 459] выбран тип электродвигателя АИР80А2 ТУ 16-525.564-84

 

Характеристики выбранного электродвигателя

 

 

1.2. Определение частоты вращения и вращающего момента червячного колеса

 

Определение передаточного  отношения редуктора

 

Общее передаточное отношение вычисляется по формуле

 

 

Передаточное отношение  редуктора вычисляется по формуле

 

 

Определение частоты вращения червячного колеса

 

 

Определение вращающего момента червячного колеса

 

1.3. Расчет параметров передачи  на ЭВМ

 

Подготовка исходных данных для  расчета на ЭВМ

 

Расчёт передачи на ЭВМ  проводим, используя следующие данные

 

Вращающий момент на червячном колесе, Н∙м   Частота вращения червячного колеса, об/мин   Требуемый ресурс передачи, ч   Передаточное число редуктора   Коэффициент теплоотдачи корпуса редуктора,     Коэффициент теплоотдачи корпуса в основание,

177   71,214   10000   40   13   0,3

 

 

Выбор наиболее оптимального варианта параметров редуктора

 

Результаты  расчета параметров передачи на ЭВМ см. в приложении

 

Наиболее целесообразным является вариант с возможно меньшей  массой и большим КПД при допустимой температуре масла в редукторе. Поэтому выбираем вариант №3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Проектирование редуктора [1]

 

2.1. Эскизное проектирование

 

Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между  ними, ориентировочные диаметры и длины ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки

 

Предварительные диаметры быстроходного вала

 

Предварительные значения диаметров [1, рис. 3.1, стр. 46] различных участков быстроходного вала определяют по формулам

 

 

 

 

 

 

 

Координату  r фаски подшипника и высоту заплечика принимают в зависимости от диаметра концевого участка вала [1, стр. 46]

 

Предварительные диаметры тихоходного вала

 

Предварительные значения диаметров [1, рис. 3.1, стр. 46] различных участков тихоходного вала определяют по формулам

 

 

 

 

 

 

 

Координату  r фаски подшипника и высоту заплечика принимают в зависимости от диаметра концевого участка вала [1, стр. 46]

 

Принятые диаметры тихоходного и быстроходного валов

 

Вычисленные предварительные значения диаметров округляют в ближайшую сторону до стандартных значений [1, табл. 24.1, стр. 452]

 

для быстроходного вала	для тихоходного вала

 

Выбор типа подшипника

 

Червячное колесо и червяк должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Поэтому в качестве опор валов  червяка и червячного колеса применяем  конические роликовые подшипники [1, рис. 3.8, стр. 50]

 

Схема установки подшипников

 

По способности  фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничено осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плавающей опоре осевое перемещение вала в любом направлении не ограничено. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую силы, а плавающая опора – только радиальную

 

Быстроходный  и тихоходный вал фиксируем по схеме “враспор” [1, рис. 3.9, стр. 52]. Схема применяется, если опоры расположены в одном корпусе и вал относительно короткий. Вал считается относительно коротким при

 

 

 

где l – расстояние между опорами вала; d – внутренний диаметр подшипника

 

Чтобы не происходило  защемления вала в опорах, при сборке должен быть предусмотрен осевой зазор a = 0,2…0,5 мм

 

Расстояния между деталями

 

Чтобы поверхности  вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а [1, рис. 3.6, стр. 49], который вычисляют по формуле

 

 

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач

 

 

Вычисленное значение а округляют в большую сторону до целого числа

 

 

 

Расстояние  между дном корпуса и поверхностью колес для всех типов редукторов и коробок передач принимают

 

 

 

 

 

 

 

 

Корпус редуктора

 

Корпусная деталь состоит из стенок, рёбер, бобышек, фланцев  и других элементов, соединенных  в единое целое. При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одной толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Для редукторов толщину стенки литого чугунного корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле

 

 

 

где T – вращающий момент на тихоходном валу, Н·м

 

 

 

Плоскости стенок, встречающиеся под  прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусов и соответственно для внутренних и наружных стенок корпуса. Литейные уклоны выполняют по рекомендации [1, c.290]. Остальные элементы корпусных деталей выполняются по правилам [1, гл. 17]

 

 

 

 

 

 

 

2.2. Проектирование червяка и  червячного колеса

 

Используется  составное червячное колесо: центр  – из стали, зубчатый венец –  из бронзы. Так как производство серийное, экономически выгоднее применять наплавленный венец: снижаются требования к точности обработки сопрягаемых поверхностей венца и центра, не нужны прессы для их соединения, не требуется крепление винтами. Наружную поверхность центра получают при резании, углубления в ободе высверливаем.

 

Червяк [1, рис. 5.20, стр. 81] выполняют стальным заодно с валом. Материал червяка – Сталь 20Х ГОСТ 4543-71

 

Проектирование венца  червячного колеса

 

Материал: Бронза БрА9ЖЗЛ ГОСТ 493-79

Модуль зацепления: m = 3,15 мм

Толщина наплавленного венца:

Толщина центра венца:

 

Фаски на торцах венца:

Угол фаски:

 

Проектирование ступицы червячного колеса

 

Материал: Чугун СЧ15 ГОСТ 1412-85

 

Диаметр ступицы:

 

Толщина ступицы:

 

Толщина диска:

 

Длину посадочного отверстия колеса принимаем большей ширины b₂ зубчатого венца:

 

 

Для свободной  выемки заготовок из штампа принимаем  значения штамповочных уклонов 

γ ≥ 7° и  радиусов закруглений R ≥ 6мм

 

 

 

 

2.3. Расчет подшипников

Расчет подшипников быстроходного вала

 

 

 

Определение консольной нагрузки

 

Консольная нагрузка от муфты

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определение реакции в опорах в вертикальной плоскости

 

 

 

 

 

Определение реакции в опорах в горизонтальной плоскости

 

 

 

Определение полной нагрузки

 

 

 

Определение полной эквивалентной нагрузки

 

Для II режима нагружения полная эквивалентная нагрузка равна

 

 

 

 

 

 

 

Определение коэффициента минимальной осевой нагрузки

 

 

 

Определение минимальных осевых сил, необходимых для нормальной работы радиально-упорных подшипников

 

 

 

 

 

Определение осевых сил, нагружающих подшипники

 

т.к. и , то

 

 

 

Дальнейший расчет выполняем  для наиболее нагруженного подшипника опоры 2

 

Определение расчетного ресурса роликового радиально-упорного подшипника

 

7205А (

 

Частота вращения вала

 

Условия эксплуатации обычные

 

Требуемая надежность 90% ()

 

Требуемый ресурс

 

Отношение

 

 

 

Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки

 

 

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах 

 

 

 

 

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого, то подшипник 7205А – не пригоден, выбираем подшипник 7305А, для которого

 

(

 

Определение коэффициента минимальной осевой нагрузки

 

 

 

Определение минимальных осевых сил, необходимых для нормальной работы радиально-упорных подшипников

 

 

 

 

 

Определение осевых сил, нагружающих подшипники

 

т.к. и , то

 

 

 

Отношение

 

 

 

Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки

 

 

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах 

 

 

 

 

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого, то подшипник 7305А – не пригоден, выбираем подшипник 7605А, для которого

 

(

 

Определение коэффициента минимальной осевой нагрузки

 

 

 

Определение минимальных осевых сил, необходимых для нормальной работы радиально-упорных подшипников

 

 

 

 

 

Определение осевых сил, нагружающих подшипники

 

т.к. и , то

 

 

 

Отношение

 

 

 

Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки

 

 

 

 

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах 

 

 

 

 

Проверяем справедливость условия

 

;

 

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то подшипник 7605А – пригоден

 

 

Расчет подшипников  тихоходного вала

 

 

 

 

Определение консольной нагрузки

 

Консольная нагрузка для червячного редуктора

 

 

 

 

 

 

 

Определение реакции в опорах в вертикальной плоскости

 

 

 

 

 

Определение реакции в опорах в горизонтальной плоскости

 

 

 

 

Определение полной нагрузки

 

 

 

Определение полной эквивалентной нагрузки

 

Для II режима нагружения полная эквивалентная нагрузка равна

 

 

 

 

 

 

 

Определение коэффициента минимальной осевой нагрузки

 

 

 

 

Определение минимальных осевых сил, необходимых для нормальной работы радиально-упорных подшипников

 

 

 

 

 

Определение осевых сил, нагружающих подшипники

 

т.к. и , то

 

 

 

Дальнейший расчет выполняем  для наиболее нагруженного подшипника опоры 2

 

 

 

 

 

 

 

Определение расчетного ресурса роликового радиально-упорного подшипника

 

7208А (

 

Частота вращения вала

 

Условия эксплуатации обычные

 

Требуемая надежность 90% ()

 

Требуемый ресурс

 

Отношение

 

 

 

Определение эквивалентной  динамической радиальной нагрузки

 

 

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах 

 

 

 

Проверяем справедливость условия

 

;

 

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то подшипник 7208А – пригоден

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4. Расчет валов на статическую прочность

 

Проверку  статической прочности выполняют  в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных  перегрузок (например при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывания предохранительного устройства).

Внешние силовые  факторы, необходимые для расчета, взяты из расчета подшипников.

 

Минимально  допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести принято [] = 2. Коэффициент перегрузки для электродвигателя:

 

Расчет быстроходного вала

 

Материалом  для червяка была выбрана сталь 20Х. В таблице 2.1 приведены ее свойства

 

Таблица 2.1.

Механические характеристики, МПа					Коэффициент
650	400	240	310	170	0,07

 

Определение внутренних силовых  факторов

 

 

 

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и  конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

 

I – I –сечение на диаметре впадин червяка: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой; концентратор напряжений – впадины червяка

 

II – II – место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал

 

III – III – место установки полумуфты на вал: сечение нагружено крутящим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз

 

Определение силовых факторов опасных сечений вала

 

Сечение I-I

Изгибающие  моменты

- в плоскости  XOZ

M_1Г = 11 Н·м

- в плоскости  YOZ справа от сечения

М_1ВП = 56,6 H·м

- в плоскости  YOZ слева от сечения

М1_ВЛ = 16,6 Н·м

Суммарный изгибающий момент

Крутящий  момент М_1К = 5,25 Н·м

Осевая сила F_1А = 2810 H

Сечение II-II

Изгибающий  момент М₂ = 0,3 Н·м

Крутящий  момент М_2К = 5,25 Н·м

Осевая сила F_2А = 2810 H

Сечение III-III

Крутящий  момент М_3К = 5,25 Н·м

 

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала

 

Сечение I-I

 

 

Сечение II-II

 

 

 

 

Сечение III-III

 

_{d = 18 мм; шпонка: b = 6 мм; h = 6 мм}

 

 

 

 

Расчет вала на статическую  прочность

 

Сечение I-I

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Сечение II-II

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Сечение III-III

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Статическая прочность  вала обеспечена во всех опасных сечениях: S_T >[S_Т]=2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет тихоходного вала

 

Определение внутренних силовых  факторов

 

Материалом  для вала червячного колеса была выбрана  сталь 45. В таблице 2.2 приведены ее свойства

 

Таблица 2.2

Механические характеристики, МПа					Коэффициент
900	650	390	410	230	0,10

 

 

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и  конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

 

I – I – место установки червячного колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой; концентратор напряжений – шпоночный паз

 

II – II – место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал

 

III – III – место установки приводной звездочки на вал: сечение нагружено крутящим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз

 

Определение силовых факторов для опасных сечений

 

Сечение I-I

Изгибающие  моменты

- в плоскости  XOZ

M_1Г = 49,2 Н·м

- в плоскости  YOZ справа от сечения

М_1ВП = 25 Н·м

- в плоскости  YOZ слева от сечения

М_1ВЛ = 44,5 Н·м

Суммарный изгибающий момент

Крутящий  момент М_1К = 177 Н·м

Осевая сила F_1А = 309 H

Сечение II-II

Изгибающий  момент М₂ = 33,5 Н·м

Крутящий  момент М_2К = 177 Н·м

Осевая сила F_2А = 309 H

Сечение III-III

Крутящий  момент М_3К = 177 Н·м

 

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала

 

Сечение I-I

 

d = 45 мм; шпонка: b = 14 мм; h = 9 мм

 

 

 

 

 

 

 

Сечение II-II

 

 

 

 

 

Сечение III-III

 

_{d = 30 мм; шпонка: b = 8 мм; h = 7 мм}

 

 

Расчет вала на статическую прочность

 

Сечение I-I

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

 

 

Сечение II-II

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

Сечение III-III

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Статическая прочность  вала обеспечена во всех опасных сечениях: S_T >[S_Т]=2

 

Расчет вала на сопротивление  усталости

 

Расчет  на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла  напряжений, статических и усталостных  характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняется в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение, которого принято в диапазоне [S] = 2

 

Сечение I-I

 

Определим амплитуды  напряжений и среднее напряжение цикла

-нормальные  напряжения изменяются по симметричному  циклу

-касательные  напряжения изменяются по отнулевому циклу

Величины  необходимые для расчета вала

- эффективные  коэффициенты концентраций напряжений

 

-коэффициенты  влияния абсолютных размеров  поперечного сечения 

-коэффициенты  влияния качества поверхности  (Ra = 3,2мкм):

-коэффициент влияния поверхностного упрочнения – без упрочнения

-коэффициенты  снижения предела выносливости

 

 

-пределы выносливости 

 

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сечение II-II

Нормальные  напряжения

 

Касательные напряжения

Внутреннее  кольцо подшипника качения установлено  на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении – посадка  с натягом. К_σ/К_dσ=4,3; K_τ/K_dτ=2,6.

 

Посадочную  поверхность вала под подшипник  шлифуют (Ra=1,25мкм) К_Fσ=0,86; K_Fτ=0,92.

 

Поверхность вала без упрочнения: K_V=1

 

Коэффициенты снижения предела выносливости

 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сечение III-III

Величины  необходимые для расчета вала

- эффективные  коэффициенты концентраций напряжений  для шпоночного паза 

-коэффициенты  влияния абсолютных размеров  поперечного сечения 

-коэффициенты  влияния качества поверхности  (Ra=3,2мкм)

-коэффициент влияния поверхностного упрочнения – без упрочнения

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

МПа

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сопротивление вала усталости обеспечено во всех опасных сечениях: S>[S_T]=2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.5. Расчет  шпоночных соединений

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют  призматические шпонки. Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные или плоские. Материал шпонок сталь 45 или Ст6. Размеры поперечного сечения и длину шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала по табл. 24.29 [1, стр. 476]. Допускаемые напряжения смятия [σ]_см принимаем по табл. 20 [4, Т1, стр. 75]